JPS63106127A - Vehicle suspension device - Google Patents
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- JPS63106127A JPS63106127A JP25200686A JP25200686A JPS63106127A JP S63106127 A JPS63106127 A JP S63106127A JP 25200686 A JP25200686 A JP 25200686A JP 25200686 A JP25200686 A JP 25200686A JP S63106127 A JPS63106127 A JP S63106127A
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Classifications
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
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- B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
- B60G17/018—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by the use of a specific signal treatment or control method
- B60G17/0182—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by the use of a specific signal treatment or control method involving parameter estimation, e.g. observer, Kalman filter
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】 (産業上の利用分野) 本発明は、車両のサスペンション装置に関する。[Detailed description of the invention] (Industrial application field) The present invention relates to a suspension device for a vehicle.
(従来技術およびその問題点)
車両のサスペンション装置になかには、欧州(EPC)
出願公開番号0 114 757で特アされる明細書に
見られるように、車体と各車輪との間に液体シリンダを
架設し、この液体シリンダに対して作動液体を供給、排
出することにより、サスペンションの特性を可変に制御
するようにした、いわゆるアクティブサスペンションが
知られている。(Prior art and its problems) Some vehicle suspension devices are European (EPC)
As seen in the specification specially cited in Application Publication No. 0 114 757, a suspension system is constructed by installing a liquid cylinder between the vehicle body and each wheel, and supplying and discharging working liquid to and from the liquid cylinder. A so-called active suspension that variably controls the characteristics of a vehicle is known.
ところで、車両のサスペンション装置に対して要求され
る特性のひとつにロール剛性があり、このロール剛性の
決定因子としては、サスペンションのジオメトリ、ある
いはばね特性が挙げられる。Incidentally, one of the characteristics required of a vehicle suspension device is roll stiffness, and the determining factors of this roll stiffness include suspension geometry and spring characteristics.
例えば、サスペンションのばね定数を大きくして、ロー
ル角を小さくすることは、車両の操縦性、安定性を高め
る上で有効である。しかしその反面乗心地を損なうとい
う問題がある。For example, increasing the spring constant of the suspension and decreasing the roll angle is effective in improving the maneuverability and stability of the vehicle. However, on the other hand, there is a problem in that the riding comfort is impaired.
このため、乗心地の面からそれぞれ望ましい前後輪のば
ね定数を与える一方、スタビライザを付設して、前後輪
のサスペンションロール剛性の相対的な大きさを設定す
るようにされている。すなわち、スタビライザはサスペ
ンション装置に対する補助ばねとしてローリングの際に
のみサスペンジョンのばね定数を高める機能をもつ。For this reason, while providing desirable spring constants for the front and rear wheels from the standpoint of riding comfort, stabilizers are attached to set the relative magnitude of the suspension roll stiffness of the front and rear wheels. That is, the stabilizer functions as an auxiliary spring for the suspension device, increasing the spring constant of the suspension only during rolling.
ところで、前輪のサスペンションロール剛性と後輪のサ
スペンションロール剛性との相対的な大きさ、つまり前
後輪のロール剛性比は、車両の走行性に大きな影響を及
ぼす、車両の特性ψを例に説明すれば、前輪のサスペン
ションロール剛性を強めた場合には、アンダステアの傾
向が高まり、またロール角が小さくなる傾向がある。一
方、後輪のサスペンションロール剛性を強めた場合には
、アンダステアが弱まる傾向にある。このため、従来の
サスペンション装置にあっては、車種に見合ったロール
剛性比を設定しているのが現状である。By the way, the relative magnitude of the suspension roll stiffness of the front wheels and the suspension roll stiffness of the rear wheels, that is, the roll stiffness ratio of the front and rear wheels, will be explained using the vehicle characteristic ψ as an example, which has a large effect on the running performance of the vehicle. For example, if the suspension roll rigidity of the front wheels is increased, the tendency for understeer increases and the roll angle tends to decrease. On the other hand, when the suspension roll rigidity of the rear wheels is increased, understeer tends to be weakened. For this reason, in conventional suspension devices, the roll stiffness ratio is currently set in accordance with the vehicle type.
しかしながら、運転者の嗜好の多様化あるいは、走行性
に対する要求がより厳しくなる今日、走行性に対するよ
り高度な追求が必要となっている。However, today, as driver preferences become more diverse and requirements for driving performance become more stringent, it is necessary to pursue more sophisticated driving performance.
そこで、本発明の目的は、上記要請に応じることにでき
る車両のサスペンション装置を提供することにある。SUMMARY OF THE INVENTION Therefore, an object of the present invention is to provide a vehicle suspension device that can meet the above requirements.
(問題点を解決するための手段、作用)本発明は、上記
アクティブサスペンションによるときには、サスペンシ
ョン特性を自在に制御し得る点に着目し、このアクティ
ブサスペンションを更に発展させて、前輪と後輪とのロ
ール剛性比を変更するロール剛性比変更手段を付加する
ようにしである。(Means and effects for solving the problem) The present invention focuses on the fact that when using the above-mentioned active suspension, suspension characteristics can be freely controlled, and further develops this active suspension so that the front and rear wheels can be controlled. A roll stiffness ratio changing means for changing the roll stiffness ratio is added.
このように、アクティブサスペンションに対して、ロー
ル剛性比を可変とする機能を付加することにより、上記
スタビライザを例に説明すれば、前輪と後輪のスタビラ
イザのばね特性の可変化が実現されることとなる。した
がって、前輪と後輪との分担荷重の変動に応じて最適な
ロール剛性比を与えることが可能となる。また、旋回中
、その初期には、後輪側のサスペンションロール剛性を
強めてオーバステア傾向の下で切れのよいハンドリング
を得る一方、ロール角が大きくなったときには前輪側の
サスペンションロール剛性を強めて、アンダステア傾向
の下で車両の安定性を高める等、車両の走行性をより当
度なレベルで追求することが可能とされる。In this way, by adding a function to vary the roll stiffness ratio to the active suspension, using the above stabilizer as an example, it is possible to change the spring characteristics of the front and rear stabilizers. becomes. Therefore, it is possible to provide an optimal roll stiffness ratio according to variations in the shared load between the front wheels and the rear wheels. In addition, at the beginning of a turn, the suspension roll rigidity on the rear wheel side is increased to obtain sharp handling under the tendency of oversteer, while when the roll angle becomes large, the suspension roll rigidity on the front wheel side is increased. It is said that it is possible to pursue the driving performance of the vehicle at a more reasonable level, such as increasing the stability of the vehicle under the tendency of understeer.
(実施例) 以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。(Example) Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings.
第1実施例
i1図において、lはサスペンション装置で、以下この
サスペンション装置1に含まれる要素の説明では、当該
要素を総称するときには数字によって識別し、各車輪用
として区別するときには、rFRJ (右前輪用)、
rFLJ (左後輪用)、rRRJ (右後輪用)
、rRLJ (左後輪用)の符号を付加して識別する
ものとする。In FIG. 1 of the first embodiment, l is a suspension device, and in the following explanation of the elements included in this suspension device 1, when the elements are collectively referred to, they will be identified by numbers, and when they are distinguished for each wheel, rFRJ (right front wheel for),
rFLJ (for left rear wheel), rRRJ (for right rear wheel)
, rRLJ (for left rear wheel) for identification.
サスペンション装置lは、車体と各車輪(図示省略)と
の間に架設されたシリンダ2FR12FL、2RR12
RLを有し、各シリンダ2は、既知のように、シリンダ
2内に摺動自在に嵌挿され、ヒストンロッド3に一体と
されたピストン4によりシリンダ液室6が画成されてい
る。各シリンダ液室6はガスばね8FR18FL、8R
R18RLと油路10FR,l0FL、l0RR11O
RLを介して連通され、各油路1oにはオリフィス12
FR112FL、12RR,12RLが設けられている
。上記各ガスばね8は、夫々、同一構成とされ、可動隔
壁としてのダイヤフラム14により画成されたガス室1
6と液室18とを有し、この液室18が上記油路10に
連通されている。このようなシリンダ2、ガスばね8並
びにオリフィス12の組合わせからなる二二ッ)20は
、ガスばね8の緩衝作用とオリフィス12(M&衰作用
とでサスペンションとしての基本的な機1七を備えるこ
ととなる。そして、このサスペンションユニット20の
特性は、ガスばね8の弾性率(ばね係数)とオリフィス
12の絞り抵抗とによって一律に決定される。The suspension device l includes cylinders 2FR12FL and 2RR12 installed between the vehicle body and each wheel (not shown).
RL, and each cylinder 2 has a cylinder liquid chamber 6 defined by a piston 4 which is slidably inserted into the cylinder 2 and is integral with the histone rod 3, as is known. Each cylinder liquid chamber 6 has a gas spring 8FR18FL, 8R
R18RL and oil passages 10FR, 10FL, 10RR11O
RL, each oil passage 1o has an orifice 12.
FRs 112FL, 12RR, and 12RL are provided. Each of the gas springs 8 has the same configuration, and has a gas chamber 1 defined by a diaphragm 14 as a movable partition wall.
6 and a liquid chamber 18, and this liquid chamber 18 is communicated with the oil passage 10. The cylinder 20, which is composed of a combination of the cylinder 2, the gas spring 8, and the orifice 12, has a basic mechanism 17 as a suspension with the cushioning action of the gas spring 8 and the orifice 12 (M & damping action). The characteristics of this suspension unit 20 are uniformly determined by the elastic modulus (spring coefficient) of the gas spring 8 and the throttle resistance of the orifice 12.
一方、上記シリンダ2には、外部配管22が接続され、
この外部配管22により形成される給排通路を通して、
シリンダ2内すなわちシリンダ液室6に対する油液の供
給、排出がなされるようになっている。On the other hand, an external pipe 22 is connected to the cylinder 2,
Through the supply and discharge passage formed by this external piping 22,
Oil is supplied and discharged into the cylinder 2, that is, into the cylinder liquid chamber 6.
このシリンダ2に対する油圧回路について説明すると、
第1図中、符号30はエンジンにより駆動されるポンプ
で、該ポンプ30によってリザーバタンク32から汲み
上げられた作動油液は供給通路33を通って各幅用シリ
ンダ2に供給されるようになっている。すなわち、供給
通路33は上流側が共通通路34とされ、この共通通路
34は、前輪用通路35と後輪用通路36に分岐され、
上記前輪用通路35が右前輪用通路38FRと左前輪用
通路38FLとに分岐され、上記後輪用通路36が右後
輪用通路40RRと左後輪用通路40RLとに分岐され
て、これら各輪周通路38FR138FL、40RR1
40RLは、各幅用シリンダ2に通じる給排通路22F
R122FL、22RR122RLに、夫々、接続され
ている。そして、上記共通通路34には、上流側から順
に切換弁42、逆止弁44、アキュームレータ46が設
けられ、このアキュームレータ46は上記ガスばね8と
同一の構成とされて、蓄圧a歳を奏するものとされてい
る。一方、各輪周通路38.40と上記給排通路22と
の間には、夫々、流量制御弁48が介装されて、単位時
間当りに通る作動油液の量、つまり作動油液の流速を調
整するものとされている。To explain the hydraulic circuit for this cylinder 2,
In FIG. 1, reference numeral 30 denotes a pump driven by the engine, and the hydraulic fluid pumped up from the reservoir tank 32 by the pump 30 is supplied to the cylinders 2 for each width through the supply passage 33. There is. That is, the upstream side of the supply passage 33 is a common passage 34, and this common passage 34 is branched into a front wheel passage 35 and a rear wheel passage 36,
The front wheel passage 35 is branched into a right front wheel passage 38FR and a left front wheel passage 38FL, and the rear wheel passage 36 is branched into a right rear wheel passage 40RR and a left rear wheel passage 40RL. Circumference passage 38FR138FL, 40RR1
40RL is a supply/discharge passage 22F leading to the cylinder 2 for each width.
It is connected to R122FL and 22RR122RL, respectively. The common passage 34 is provided with a switching valve 42, a check valve 44, and an accumulator 46 in this order from the upstream side, and the accumulator 46 has the same structure as the gas spring 8, and functions to accumulate pressure. It is said that On the other hand, a flow rate control valve 48 is interposed between each circumferential passage 38, 40 and the above-mentioned supply/discharge passage 22 to determine the amount of hydraulic fluid passing per unit time, that is, the flow rate of the hydraulic fluid. It is supposed to be adjusted.
一方、還流通路50は、各流量制御弁48から各輪用還
流通路52、共通還流通路54を経てリザーバタンク3
2に至るものとされ、この共通還流通路54には、上記
切換弁42からの切換弁用量流通路56が接続されてい
る。On the other hand, the reflux passage 50 is connected to the reservoir tank 3 via the reflux passage 52 for each wheel and the common reflux passage 54 from each flow rate control valve 48.
2, and this common recirculation passage 54 is connected to a switching valve volume flow passage 56 from the switching valve 42 .
さて次に、上記油圧回路の作用について説明する。先ず
、流量制御弁48が閉じられると、サスペンションユニ
ット20はオリフィス12の絞り抵抗及びガスばね8の
外性率に基づく特性を呈することとなる。すなわち、シ
リンダ2に加わる荷重変化量をΔF、ピストン4の変位
量をΔXで示フィス12の絞り抵抗及びガスばね8の弾
性率とで規定されることとなり、したがって系として閉
じられたサスベンジ百ンユニット20は、いわゆるパッ
シブ(passive )系を形成することとなる。Next, the operation of the above hydraulic circuit will be explained. First, when the flow control valve 48 is closed, the suspension unit 20 exhibits characteristics based on the throttling resistance of the orifice 12 and the extrinsic ratio of the gas spring 8. That is, the amount of change in the load applied to the cylinder 2 is ΔF, the amount of displacement of the piston 4 is ΔX, and it is defined by the throttle resistance of the fist 12 and the elastic modulus of the gas spring 8. Therefore, the suspension system is closed as a system. The unit 20 forms a so-called passive system.
二方、流量制御弁48が開かれると、例えばピストンロ
ッド3が短縮する方向に変位しているときに、シリンダ
2内へ作動油液が供給されると、この供給された作動油
液によって、ピストンロッド3の短縮動が抑えられる結
果、上記動ばね定数Kが大となる方向に変化することと
なる。換言すれば、シリンダ2内の作動油液を給排する
ことにより、オリフィス12の絞り抵抗及びガスばね8
の弾性率を可変にしたのと同じ作用が得られ、したがっ
て、系として開かれたサスペンションユニット20は、
いわゆるアクティブ(active)系を形成すること
となる。On the other hand, when the flow rate control valve 48 is opened and hydraulic fluid is supplied into the cylinder 2 while the piston rod 3 is being displaced in the shortening direction, the supplied hydraulic fluid will cause As a result of suppressing the shortening movement of the piston rod 3, the dynamic spring constant K changes in the direction of increasing. In other words, by supplying and discharging the hydraulic fluid in the cylinder 2, the throttle resistance of the orifice 12 and the gas spring 8 are reduced.
The same effect as when the elastic modulus of is made variable is obtained. Therefore, the suspension unit 20 opened as a system is
A so-called active system is formed.
上記流量制御弁48は、マイクロ5コンピユータで構成
されるコントロールユニット60からの制御信号により
作動され、この制御灯シ)を生成すべくコントロールユ
ニット60には、各シリンダ2内の圧力をピックアップ
する圧力センサ62からの信号が入力されて、この圧力
センサ62からの圧力信号は、コントロールユニット6
0内のバイパスフィルタ64(微分フィルタの一種)に
よってフィルタリング処理した後、制御回路66に入力
されるようになっている。また、コントロールユニット
60には、共通通路34に設けられた圧力センサ68か
らの圧力信号が入力されて、油圧回路の圧力が所定圧以
上となったときには、切換弁42を切換えて、ポンプ3
0により汲み上げられた作動油液を還流通路56.54
を通ってリザーバタンク32に還流するようにされてい
る。The flow rate control valve 48 is actuated by a control signal from a control unit 60 composed of a micro 5 computer. A signal from the sensor 62 is input, and the pressure signal from the pressure sensor 62 is sent to the control unit 6.
After being filtered by a bypass filter 64 (a type of differential filter) within 0, the signal is input to a control circuit 66. Further, a pressure signal from a pressure sensor 68 provided in the common passage 34 is input to the control unit 60, and when the pressure in the hydraulic circuit becomes equal to or higher than a predetermined pressure, the control unit 60 switches the switching valve 42 to control the pump 3.
The hydraulic fluid pumped up by the
The water is refluxed to the reservoir tank 32 through the .
一方、油圧回路の圧力が所定圧より小さくなったときに
は、切換弁42を切換えてポンプ30により汲み上げら
れた作動油液を供給通路33に流すようにされて、これ
により油圧回路内の圧力を所定圧に維持するようになっ
ている。On the other hand, when the pressure in the hydraulic circuit becomes lower than a predetermined pressure, the switching valve 42 is switched to allow the hydraulic fluid pumped up by the pump 30 to flow into the supply passage 33, thereby reducing the pressure in the hydraulic circuit to a predetermined level. It is designed to maintain pressure.
次に、アクティブ制御の概要を説明する。先ず、制御の
基本モデルには、各輪毎のシリンダ2内の油圧変化に応
じて、目標流量を決定し、この目標流量に基づいて各シ
リンダ2に対する作動油液を供給、排出を行なうようよ
うになっている。Next, an overview of active control will be explained. First, the basic control model is designed to determine a target flow rate according to changes in oil pressure in the cylinders 2 for each wheel, and to supply and discharge hydraulic fluid to and from each cylinder 2 based on this target flow rate. It has become.
この基本モデルに加えて各圧力センサ62からの信号を
合成することにより、バウンド、ピッチ、ロールの3つ
の車体入カモニドに検出し、これら車体入力モードを抑
える方向の制御を行うようになっている。また、車体が
ローリングしている状態で車体に対してワープモーメン
トを付加することは、とりもなおさずロール剛性を付与
することとなることから、前輪のロールモーメントと後
輪のロールモーメントとを検出して、目標ワープモーメ
ントを設定し、これによってロール剛性比を制御するよ
うになっている。このような制御系をブロック線図で表
わすと、第2図のようになる0本図において、上記モー
ド目標流量を演算する回路は伝達関数GB(S)、GP
(S)、GR(S)で示しである。ここに、GB(S)
はバウンド、GP(S)はピッチ、GR(S)はロール
に対するものである。By combining the signals from each pressure sensor 62 in addition to this basic model, it detects the three vehicle body input modes of bounce, pitch, and roll, and performs control to suppress these vehicle body input modes. . In addition, adding a warp moment to the car body while the car body is rolling will also add roll stiffness, so the roll moment of the front wheels and the roll moment of the rear wheels are detected. Then, a target warp moment is set, and the roll stiffness ratio is controlled based on this. If such a control system is represented by a block diagram, the circuit shown in FIG. 2 will calculate the mode target flow rate using transfer functions GB(S),
(S) and GR(S). Here, GB(S)
is for bounce, GP(S) is for pitch, and GR(S) is for roll.
上記伝達関数GB(S)等は以下のようにして求められ
る。以下の説明において、理解を容易なものとするため
、本制御の基本単位である一輪のみの基本制御に基づい
て説明を加える。したがって、以下の説明では、上記伝
達関数GB(S)、GP(S)等をG (S)で総称す
ると共に、上記モード分析を省略した基本モデルに基づ
いて伝達関数G (S)を誘導することとする。The above-mentioned transfer function GB(S) etc. are obtained as follows. In the following explanation, in order to make it easier to understand, the explanation will be based on basic control of only one wheel, which is the basic unit of this control. Therefore, in the following explanation, the above transfer functions GB(S), GP(S), etc. will be collectively referred to as G(S), and the transfer function G(S) will be derived based on the basic model omitting the above mode analysis. That's it.
先ず、前記制御系での各要素の伝達特性は、下記の関係
式で示される。First, the transfer characteristics of each element in the control system are expressed by the following relational expression.
ΔP=ΔF/A ・・・ (1)
ここに、ΔFニジリンダ2に対する荷重変化量A:ピス
トン4の受圧面精
ΔPニジリンダ2内の液圧変化量
ΔPN =ΔP−Δpc ・・−(2)ここに、ΔP
C:液体ばね8の圧力変化量ΔPNニオリフイス12で
の絞り圧力
差の変化量
QN工ΔPN /KN ・・・(3)ここに、KNニ
オリフイス12の絞り抵抗QNニオリフイス12を通過
する油液
の流量
ΔvC=QN/S ・・・ (4)
ここに、ΔvC:流体ばね8の体積変化量ΔPc =
KC* ΔVc e a e (5)ここに、KC:
流体ばね8の弾性率
Δe=Ke・ΔF ・・・(6)
ここに、Ke:圧力センサ62のセンサ特性△e:圧カ
センサ62の出力
Δi =G (S) * Δe e e * (7)
ここに、Δi:制御回路66から出力される流量制御弁
48の目標流量に相当
する制御電流
1十lV@5)
Qv:流量制御弁48を流れる油液の流量ΔvL=QT
/S e・・(8)
ここに、ΔvL ニジリンダ2内の油液の変化量ΔV=
ΔVc −ΔVL @ @ 11 (10)ここに、
ΔVニジリンダ2(シリンダ液室6)の容積変化量
Δx=Δv/A 11[株]・ (11)ここに、Δ
X:ピストン4の変位量
法に:前記制御系での目標特性、つまり動ばね定数の周
波数特性を第3図に示すものに設定すると、その目標特
性は下記の式で示される。ΔP=ΔF/A... (1) Here, ΔF Load change amount A for Niji cylinder 2: Pressure receiving surface precision of piston 4 ΔP Fluid pressure change amount in Niji cylinder 2 ΔPN = ΔP-Δpc...-(2) Here , ΔP
C: Amount of pressure change in liquid spring 8 ΔPN Amount of change in throttle pressure difference at niorifice 12 QN engineering ΔPN /KN ... (3) Here, throttle resistance of KN niorifice 12 QN Flow rate of oil passing through niorifice 12 ΔvC=QN/S... (4) Here, ΔvC: Volume change amount of fluid spring 8 ΔPc =
KC* ΔVc e a e (5) Here, KC:
Elastic modulus of fluid spring 8 Δe=Ke・ΔF (6) Here, Ke: Sensor characteristic of pressure sensor 62 Δe: Output of pressure sensor 62 Δi = G (S) * Δe e e * (7)
Here, Δi: Control current 10 lV corresponding to the target flow rate of the flow rate control valve 48 output from the control circuit 66 @5) Qv: Flow rate of the oil flowing through the flow rate control valve 48 ΔvL=QT
/S e...(8) Here, ΔvL Change amount of oil in Niji cylinder 2 ΔV=
ΔVc −ΔVL @ @ 11 (10) Here,
ΔV Niji cylinder 2 (cylinder liquid chamber 6) volume change amount Δx=Δv/A 11 [shares] (11) Here, Δ
X: Displacement amount of piston 4 method: When the target characteristic in the control system, that is, the frequency characteristic of the dynamic spring constant is set as shown in FIG. 3, the target characteristic is expressed by the following equation.
・・・(12)
ここに、Sニラプラス演算子
T副時定数
上記(12)式を置き換えると、
ところで、流体ばね8の体積変化量ΔvCは、上記(1
)〜(5)式から、
ΔVc = QN / S =ΔPN / (KN l
l5)=(ΔP−ΔPG)/(KN @5)
=(ΔP−KCΔVC)/(KN−S)= (ΔF/A
−KC・ΔVc )/ (KN −S)で表される。...(12) Here, if we replace the above equation (12) with the S nira plus operator T sub-time constant, the volume change amount ΔvC of the fluid spring 8 is expressed as the above (1
) to (5), ΔVc = QN / S = ΔPN / (KN l
l5)=(ΔP-ΔPG)/(KN@5)=(ΔP-KCΔVC)/(KN-S)=(ΔF/A
−KC・ΔVc )/(KN −S).
また、シリンダ2内の油液の変化量ΔVLは、上記(6
)〜(8)式から、
で表わされる。In addition, the amount of change ΔVL of the oil in the cylinder 2 is the above (6
) to (8), it is expressed as follows.
また、ピストン4の変化量ΔXは、上記(lO)〜(1
5)式から、
Δx=ΔV/A= CΔVC−ΔVL )/A、°・Δ
X=[□
A (KG +KN −S)
・・・(16)
したがって、この(16)式を置き換えると、ΔF
A’ (KC+KN S) (1+TV S) S
・・・(17)
となる、この(17)式と制御目標を示す前記(13)
式との対比において、(17)式中、K1 =A2 ・
KC−・・ (18)K2=A2・KN ・・・ (
19)T =N−TV −−−(20)と置いて
、これら(18)〜(20)式を(13)式に代入する
と、
ΔF NA2 (KC+KV −3)(1+TV −
3)・・・ (21)
となる。Further, the amount of change ΔX of the piston 4 is the above (lO) to (1
5) From the formula, Δx=ΔV/A= CΔVC−ΔVL )/A, °・Δ
X=[□ A (KG +KN −S) ... (16) Therefore, if this equation (16) is replaced, ΔF
A' (KC+KN S) (1+TV S) S
...(17) This equation (17) and the above (13) showing the control target
In comparison with formula (17), K1 = A2 ・
KC-... (18) K2=A2・KN... (
19) By setting T = N-TV --- (20) and substituting these equations (18) to (20) into equation (13), ΔF NA2 (KC+KV -3) (1+TV -
3)... (21) becomes.
したがって、上記(17)式と(21)式とから、と、
(1+TV ・5)
−AKV Ke CKC+KN @S)G (S
)/Sとなり、第4図に示す特性となる。すなわち、上
記(22)式、あるいは第4図で示される伝達関数G
(S)を与えることで、第3図に示す動ばね特はバイパ
スフィルタと等価である。つまり各輪のサスペンション
装置1はその動ばね定数Kが周波数に応じて可変とされ
、サスペンション装置lに作用する荷重をピックアップ
するだけで周波数に応答するサスペンション装g!11
とされる。また、サスペンション装置lは、第3図に示
すように、低周波領域ではアクティブ系のサスペンショ
ン装置とされるため、低周波域での大きな動ばね定数K
(ハード)を実現することができ、したがって、この領
域で問題となるロール、ピッチ等の車体の姿勢変化が小
さく抑えられることとなる。比較のため、第3図におい
て、パッシブ制御のみの特性を破線で示しである。換言
すれば、高周波域では流量制御弁48が閉とされてパッ
シブ系が形成されるため、ベースとなるパッシブ系の動
ばね定数を低く抑えて(例えばガスばね8のばね定数を
小さくする)、軟かいサスペンションの下で高周波域で
の乗心地を向上することが可能とされる。また、流量制
御弁48は高周波域での応答性が要求されないため、筒
便なもので済むという利点がある。更に、油圧回路に故
障があったときには、流量制御弁48を閉じるようにし
ておくことにより、サスペンションの基本的な機能がア
クティブ系で維持されるため故障に対する安全性を損な
うことはない。Therefore, from the above equations (17) and (21), (1+TV ・5) −AKV Ke CKC+KN @S)G (S
)/S, resulting in the characteristics shown in FIG. That is, the transfer function G shown in the above equation (22) or in FIG.
(S), the dynamic spring characteristic shown in FIG. 3 is equivalent to a bypass filter. In other words, the suspension device 1 for each wheel has a dynamic spring constant K that is variable according to the frequency, and the suspension device G! responds to the frequency simply by picking up the load acting on the suspension device L! 11
It is said that Furthermore, as shown in FIG. 3, the suspension device l is an active suspension device in the low frequency range, so it has a large dynamic spring constant K in the low frequency range.
Therefore, changes in the vehicle body posture such as roll and pitch, which are problems in this area, can be suppressed to a small level. For comparison, in FIG. 3, the characteristics of only passive control are shown by broken lines. In other words, in the high frequency range, the flow control valve 48 is closed and a passive system is formed, so the dynamic spring constant of the base passive system is kept low (for example, the spring constant of the gas spring 8 is made small). It is said that it is possible to improve ride comfort in the high frequency range under a soft suspension. Furthermore, since the flow rate control valve 48 is not required to have responsiveness in a high frequency range, it has the advantage that it can be a cylindrical type. Further, when there is a failure in the hydraulic circuit, by closing the flow control valve 48, the basic functions of the suspension are maintained in an active system, so safety against failure is not compromised.
上記基本モデルに対して、車体入力モードの検出は、以
下のようにして行われる。For the basic model described above, detection of the vehicle body input mode is performed as follows.
(以下余白)
(1)バウンド
バウンドは車体ト下方向の速動モードであり、したがっ
て4輪の運動方向は全て同一となる。このことがら、バ
ウンドの検出は下記の式に拠る。(Left below) (1) Bound Bound is a fast motion mode in the downward direction of the vehicle body, so the directions of movement of all four wheels are the same. For this reason, detection of bounds is based on the following formula.
ΔeB=ΔeFR+ΔeFL+ΔeRR+△eRL+1
110(23)
ここに、Δe:バウンドモードの圧力変itに相当する
バウンド検出値
Δe FR:右前輪用圧力センサ62FRの出力
Δe FL :左前輪用圧力センサ62FLの出力
Δe RR:右後輪用圧力センサ62RRの出力
△e RL :左後輪用圧力センサ62RLの出力
(2)ピッチ
ピッチは車体前部の運動方向と車体後部の運動方向とが
逆位相となる運動モード(向上がりあるいは前部がりの
運B)であり、このことから、ピッチの検出は下記の式
に拠る。ΔeB=ΔeFR+ΔeFL+ΔeRR+ΔeRL+1
110 (23) where, Δe: Bound detection value Δe corresponding to pressure change it in bound mode FR: Output Δe of pressure sensor 62FR for right front wheel FL: Output Δe of pressure sensor 62FL for left front wheel RR: For right rear wheel Output △e RL of pressure sensor 62RR: Output (2) of left rear wheel pressure sensor 62RL Pitch is a motion mode in which the direction of motion of the front part of the vehicle body and the direction of motion of the rear part of the vehicle body are in opposite phases (upwards or front Therefore, pitch detection is based on the following equation.
ΔeP = (ΔeFR+ΔeFL) −(Δe RR
+ Δe RL) a * e (22)ここに、Δe
P:ピッチモードの圧力変化量に相当するピッチ検出値
(3)ロール
ロールは車体右側部の運動方向と車体左側部の運動方向
とが逆位相となる運動モード(車体前後方向に伸びる軸
を中心とする回転運動)であり、このことから、ロール
の検出は下記の式に拠する。ΔeP = (ΔeFR+ΔeFL) −(Δe RR
+ Δe RL) a * e (22) Here, Δe
P: Pitch detection value corresponding to the amount of pressure change in pitch mode (3) Roll Roll is a movement mode in which the movement direction of the right side of the car body and the movement direction of the left side of the car body are in opposite phases (centered on an axis extending in the longitudinal direction of the car body). Therefore, the detection of the roll is based on the following formula.
ΔeR= (ΔeFR−ΔeFL) +(Δe RR−
Δe RL) a 11 @ (25)ここに、
ΔeR:ロールモードの圧力変化量に相当するロール検
出値
上記バウンド、ピッチ、ロールの各運動モードを表わす
モード信号ΔeB、ΔeP、ΔeRは、伝達関数G (
S)、GP(S)、GR(S)に基づいて処理されて、
当該運動モードにおけるモード目標流量(61日、Δi
P、ΔiR)が求められる。ΔeR= (ΔeFR−ΔeFL) +(Δe RR−
Δe RL) a 11 @ (25) Here,
ΔeR: Roll detection value corresponding to the amount of pressure change in roll mode.
S), GP(S), GR(S),
Mode target flow rate in the exercise mode (61 days, Δi
P, ΔiR) is calculated.
次に、車体がローリングしている状態で車体に対し捻れ
モーメント、つまり車体の対角線に関して逆位相となる
いわゆるワープモーメントを付与することは、とりもな
おさずロール剛性を付与することとなる。このワープモ
ーメントは(ΔeFR−Δe FL) −(Δe RR
−Δe RL)で表わされ、前輪のロールモーメント(
ΔeFR−Δe FL)と後輪のロールモーメント(Δ
eRR−Δe RL)とに、ある係数Kl 、に2を乗
算すれば、この係数に!、K2の値によって、前輪と後
輪とのロール剛性比が決定されることとなる。Next, when the vehicle body is rolling, applying a torsional moment to the vehicle body, that is, a so-called warp moment that has an opposite phase with respect to the diagonal of the vehicle body, essentially imparts roll rigidity. This warp moment is (ΔeFR−Δe FL)−(Δe RR
−Δe RL), and the front wheel roll moment (
∆eFR - ∆e FL) and rear wheel roll moment (∆
eRR−Δe RL), a certain coefficient Kl, is multiplied by 2 to obtain this coefficient! , K2 determines the roll stiffness ratio between the front wheels and the rear wheels.
すなわち、目標ワープモーメント(ΔeW)は、式:Δ
eW=に1 (ΔeFR−ΔeFL)−に2(ΔeRR
−Δe RL)で表わされ、前輪、後輪のロールモーメ
ントに応じて目標ワープモーメント(ΔeW)を設定す
ることで、各サスペンションロール剛性が付与されるこ
ととなる。そして、上記係数に1を大きくすれば、前輪
のサスペンションロール剛性を相対的に高めることが回
走とされる。一方、上記係数に2を大きくすれば、後輪
サスペンションロール剛性を相対的に高めることが可能
とされる。In other words, the target warp moment (ΔeW) is calculated using the formula: Δ
eW = 1 (ΔeFR - ΔeFL) - 2 (ΔeRR
-Δe RL), and by setting a target warp moment (ΔeW) according to the roll moments of the front wheels and rear wheels, each suspension roll stiffness is given. If the above coefficient is increased by 1, the suspension roll stiffness of the front wheels is relatively increased, which corresponds to turning. On the other hand, if the above coefficient is increased by 2, it is possible to relatively increase the rear wheel suspension roll rigidity.
このようにして求められた、各モードにおける目標流量
ΔiB、ΔiP等は、上記モード分析と同様の手法で分
配されて、各流量制御弁48FR,FL、RR,RLの
目標流量Δ1FR1ΔiFL、Δ1RR1ΔiRLに変
換される。The target flow rates ΔiB, ΔiP, etc. in each mode obtained in this way are distributed using the same method as the above mode analysis, and converted into target flow rates Δ1FR1ΔiFL, Δ1RR1ΔiRL for each flow rate control valve 48FR, FL, RR, RL. be done.
すなわち、バウンド目標流量ΔiBは各流量制御弁48
に同一符号で分配され、ピッチ目標流量ΔiPは前輪と
後輪とでは逆符号の下で分配され、ロール目標流量Δi
Rは右輪と左輪とでは逆符号の下で分配され、ワープ目
標流量Δi−は車体対角線に位置する車輪の組合せで各
組合せを単位に逆符号の下で分配される。これを各輪の
目標流量Δ1ER1ΔiFL、Δ1RR1ΔiRLの側
から示せば、以下の式で表わされる。That is, the bound target flow rate ΔiB is
The pitch target flow rate ΔiP is distributed under the opposite sign between the front wheels and the rear wheels, and the roll target flow rate Δi
R is distributed between the right wheel and the left wheel under opposite signs, and the warp target flow rate Δi- is distributed under opposite signs for each combination of wheels located diagonally on the vehicle body. If this is shown from the side of the target flow rates Δ1ER1ΔiFL and Δ1RR1ΔiRL of each wheel, it is expressed by the following equation.
Δ1FR=ΔiB+ΔiP+ΔiR+ΔiW・・・(2
7)
Δ1FL=(ΔiB+△1P)
−(ΔiR+ΔiW)
・・・(28)
Δ1RR=(ΔiB−ΔiP)
+(ΔiR−ΔiW)
拳 ・ ・ (29)
Δ1B=(ΔiB−Δ1P)
−(ΔiR−ΔiW)
・・拳(30)
鹿又1遍j
t54図は、本発明の第2実施例を示すもので、本実施
例では、上記第1実施例における全体構成と同様である
ので、以下に、第4図に示すブロック線図に基づいて、
この第2実施例を説明する。Δ1FR=ΔiB+ΔiP+ΔiR+ΔiW...(2
7) Δ1FL=(ΔiB+Δ1P) −(ΔiR+ΔiW) ・・・(28) Δ1RR=(ΔiB−ΔiP) +(ΔiR−ΔiW) Fist ・ ・ (29) Δ1B=(ΔiB−Δ1P) −(ΔiR−ΔiW )...Fist (30) Kanomata 1penj Figure 54 shows the second embodiment of the present invention.The overall configuration of this embodiment is the same as that of the first embodiment, so below, the Based on the block diagram shown in Figure 4,
This second embodiment will be explained.
本実施例では、各幅用圧カセンサ62からの出力を合成
して、実ワープモード(Δe’W)を検出することとさ
れている。In this embodiment, the outputs from the respective width pressure sensors 62 are combined to detect the actual warp mode (Δe'W).
すなわち、ワープは、上述したように車体に使用する捻
れモーメントで、右前輪(FR)と左後輪(RL)とが
同一方向の成分となり、他の組合せ(FL、RR)とは
逆位相となる。つまりワープモードは下記の式に拠って
、検出される。In other words, warp is a torsional moment applied to the vehicle body as described above, and the components of the front right wheel (FR) and rear left wheel (RL) are in the same direction, and the other combinations (FL, RR) are in opposite phase. Become. That is, warp mode is detected according to the following formula.
Δe ’ W = (ΔeFR−ΔeFL& )−(Δ
e RR−Δe RL)
ここに、Δe’W:ワープモードの圧力変化量に相当す
るワープ検出値
そして、この検出されたワープモーメントに応じてワー
プモード目標流量(Δi讐)が演算され(KW ) 、
このワープモード目標流量(ΔiW)は、各輪に分配さ
れて、車体に作用するワープモーメントを抑える制御が
なされるようになっている。Δe'W = (ΔeFR−ΔeFL&)−(Δ
e RR - Δe RL) Here, Δe'W: warp detection value corresponding to the amount of pressure change in warp mode, and the warp mode target flow rate (Δiyen) is calculated according to this detected warp moment (KW) ,
This warp mode target flow rate (ΔiW) is distributed to each wheel to perform control to suppress the warp moment acting on the vehicle body.
これに加え、本実施例では、前記ロールモード検出値(
ΔeR)に基づいて目標ワープモーメントを設定するこ
ととされている。このワープモーメントの目標値演算手
段は、第4図中R−で示されている。In addition to this, in this embodiment, the roll mode detection value (
The target warp moment is set based on ΔeR). This warp moment target value calculation means is indicated by R- in FIG.
すなわち、本実施例では、ロールに対する姿勢制御に使
用するロール検出値(ΔeR)をそのまま利用して、こ
のロール検出値(ΔeR)に応じて、車体に対して捻れ
を付与する方向にサスペンションの制御を加え、これに
よって、ロール剛性を与えることとされている。そして
、上記目標ワープ演算回路におけるR11の値を変える
ことでロール剛性比を可変とするようにされている。説
明を簡略化してその作用を説明すると、上記R11が−
1−1の間で可変とされた場合、R−の値と目標ワープ
モーメントとの関係は以下のようになる。That is, in this embodiment, the roll detection value (ΔeR) used for posture control with respect to roll is directly utilized, and the suspension is controlled in a direction that applies twist to the vehicle body according to this roll detection value (ΔeR). This is said to provide roll rigidity. The roll stiffness ratio is made variable by changing the value of R11 in the target warp calculation circuit. To simplify the explanation and explain its effect, the above R11 is -
When it is made variable between 1-1, the relationship between the value of R- and the target warp moment is as follows.
RW : 目標ワープモーメント1 :
2(P3−P4)+ −(P3− P4
)
0 : −(Pi−P2)+ (P3−p4)+
−(P3−P4)
−1: −2(Pt −P2)この関係は、
RWの値を大きくすることは、前輪のサスペンションロ
ール剛性を大きくすることを意味し、相対的に後輪のサ
スペンションロール剛性を小さくしたことになる。RW: Target warp moment 1:
2(P3-P4)+ -(P3-P4
) 0: -(Pi-P2)+ (P3-p4)+
-(P3-P4) -1: -2(Pt -P2) This relationship is
Increasing the value of RW means increasing the suspension roll rigidity of the front wheels, which means relatively decreasing the suspension roll rigidity of the rear wheels.
したがって、旋回初期等のロール角の小さいときには、
RWを小さな値として、後輪側のサスペンションロール
剛性を相対的に強め、これによりステアリング特性をオ
ーバステア傾向にして切れのよいハンドリング特性を得
る一方、ロール角が大きくなる程、RWを大きな値とし
て、前輪側のサスペンションロール剛性を相対的に強め
、これによりステアリング特性をアンダステアの傾向に
して車両の安定性を高めることが回旋となる。すなわち
、ロール角に応じてステアリング特性を可変とする制御
を実現することができる。Therefore, when the roll angle is small, such as at the beginning of a turn,
By setting RW to a small value, the suspension roll stiffness on the rear wheel side is relatively strengthened, thereby making the steering characteristics tend to oversteer and obtaining sharp handling characteristics. On the other hand, as the roll angle increases, RW is set to a large value. Turning is when the suspension roll rigidity on the front wheel side is relatively strengthened, thereby making the steering characteristics tend to understeer and increasing the stability of the vehicle. In other words, it is possible to realize control in which the steering characteristics are made variable according to the roll angle.
(発明の効果)
以上説明のように、本発明によれば、動ばね特性の制御
が自在であるというアクティブサスペンションの特十ま
を更にロール剛性比制御に発展することが可能とされ、
ロール剛性比の任意な設定が実現化されるため、車両の
より高度な走行性に対する要求をサスペンションの面か
ら満たすことができる。(Effects of the Invention) As explained above, according to the present invention, it is possible to further develop the feature of the active suspension, which is that dynamic spring characteristics can be freely controlled, into roll stiffness ratio control.
Since the roll stiffness ratio can be set arbitrarily, the requirement for higher running performance of the vehicle can be satisfied from the standpoint of suspension.
第1図乃至第4図は本発明の第1実施例を示すもので、
第1図は全体系統図、
第2図はブロック線図、
第3図は目標動ばね特性図、
第4図は伝達関数の特性図である。
第5図は本発明の第2実施例におけるブロック線図であ
る。
l:サスペンション装置
2ニジリンダ
8:ガスばね
30:ポンプ
46:アキュームレータ
48二流量調整弁
60:コントロールユニット
62:荷重センサ
64:バイパスフィルタ(微分フィルタ)66:制御回
路
68:圧力センサFigures 1 to 4 show the first embodiment of the present invention. Figure 1 is an overall system diagram, Figure 2 is a block diagram, Figure 3 is a target dynamic spring characteristic diagram, and Figure 4 is a diagram of target dynamic spring characteristics. It is a characteristic diagram of a transfer function. FIG. 5 is a block diagram in a second embodiment of the present invention. l: Suspension device 2 Niji cylinder 8: Gas spring 30: Pump 46: Accumulator 48 Two flow rate adjustment valves 60: Control unit 62: Load sensor 64: Bypass filter (differential filter) 66: Control circuit 68: Pressure sensor
Claims (1)
対して作動液体を供給、排出することにより、各輪のサ
スペンションの特性を可変に制御するようにした車両の
サスペンション装置において、 前輪と後輪とのロール剛性比を変更するロール剛性比変
更手段を設けたことを特徴とする車両のサスペンション
装置。(1) In a vehicle suspension system that variably controls the suspension characteristics of each wheel by supplying and discharging working fluid to and from a liquid cylinder installed between the vehicle body and each wheel, the front wheel 1. A suspension device for a vehicle, comprising a roll stiffness ratio changing means for changing a roll stiffness ratio between the front wheel and the rear wheel.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP25200686A JPS63106127A (en) | 1986-10-24 | 1986-10-24 | Vehicle suspension device |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP25200686A JPS63106127A (en) | 1986-10-24 | 1986-10-24 | Vehicle suspension device |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63106127A true JPS63106127A (en) | 1988-05-11 |
Family
ID=17231253
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP25200686A Pending JPS63106127A (en) | 1986-10-24 | 1986-10-24 | Vehicle suspension device |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPS63106127A (en) |
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